ベルト式無段変速機
【課題】 構成が複雑化することなく二つの動力伝達経路を確保することで燃費を改善可能なベルト式無段変速機を提供すること。
【解決手段】 ベルト式無段変速機構のプーリの高変速比側へのスライドにより、動力源と常時噛み合う直結ギヤを締結要素の駆動輪側回転要素に対して係止する直結クラッチを設けた。
【解決手段】 ベルト式無段変速機構のプーリの高変速比側へのスライドにより、動力源と常時噛み合う直結ギヤを締結要素の駆動輪側回転要素に対して係止する直結クラッチを設けた。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、プーリの溝幅を変更し、変速比を無段階に変速するベルト式無段変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、ベルト式無段変速機は、高変速比側において、セカンダリプーリに対するベルトの巻きつき径が小さくなり、ベルトの変形に伴う動力損失が増加することが知られている。この課題に対処するため、高変速比側では、ベルトを介することなくギヤの噛み合いによって動力伝達を行う技術が知られている。特許文献１に記載の技術では、通常のベルト式無段変速機の構成に加え、ベルト式無段変速機により変速された動力を伝達するためのＣＶ用クラッチと、ギヤの噛み合いにより変速された動力を伝達するためのギヤ用クラッチとを備え、二つの動力伝達経路を確保している。
【特許文献１】特開平４−２８５３５４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、特許文献１に記載の技術では、ＣＶ用クラッチと、ギヤ用クラッチと、前後進切換機構に備えられた二つの締結要素（前進用クラッチと後退用ブレーキ）の４つの締結要素があり、各締結要素を締結させるための油圧回路が複雑化するという問題があった。また、締結要素が多いため、部品構成が多くなり、コストアップや重量増を招くという問題もある。
【０００４】
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、構成が複雑化することなく二つの動力伝達経路を確保することで燃費を改善可能なベルト式無段変速機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するため、本発明では、ベルト式無段変速機構のプーリの高変速比側へのスライドにより、動力源と常時噛み合う直結ギヤの駆動力を締結要素及びベルトよりも駆動輪側の回転要素に伝達する直結クラッチを設けた。
【発明の効果】
【０００６】
プーリのスライドを直結クラッチの締結力として利用することで、締結力を発生させるためのデバイスを追加する必要がなく、油圧回路の増設も必要としない。また、締結要素として直結クラッチのみを追加し、前後進切換機構の締結要素を解放することで動力伝達経路を切り換えることができ、油圧回路の複雑化を回避し、部品構成の増大に伴うコストアップや重量増を抑制しつつ固定変速比に変更することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明のベルト式無段変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。
【実施例１】
【０００８】
図１は実施例１の全体構成を表すスケルトン図、図２は実施例１の全体構成を表す断面図、図３は各回転要素の配置関係を表す概略図である。エンジンENG（動力源）から出力された駆動力は、エンジンクランク軸１２を介して出力される。エンジンクランク軸１２には、トルクコンバータ９のコンバータハウジング５が接続されている。コンバータハウジング５は、コンバータハウジング５のエンジンENG側を閉塞するドライブプレート１１と、変速機側を閉塞するポンプインペラ９とを有する。
【０００９】
コンバータハウジング５内には、変速機を収装するケーシング８に対しワンウェイクラッチを介して固定されたステータ１４と、タービンランナ１３とを有する。タービンランナ１３は、ダンパ１８ａを介してドリブンプレート１８に接続されている。ドリブンプレート１８は変速機入力軸INに接続されている。
【００１０】
ドリブンプレート１８には軸方向にスライド可能にスプライン嵌合したロックアップピストン１７が設けられている。ロックアップピストン１７及びドライブプレート１１との間には摩擦ライニング１５が設けられ、ロックアップピストン１７の軸方向ストロークによってドライブプレート１１と締結するロックアップクラッチ１６を構成する。
【００１１】
変速機入力軸INから出力される回転は、前後進切換機構２６に入力される。前後進切換機構２６はプラネタリギヤ３０と、フォワードクラッチ１（締結要素）と、リバースブレーキ２とを有する。プラネタリギヤ３０は、メインシャフト３に対して固定されたサンギヤ２９と、変速機入力軸INに対して固定されたリングギヤ２８と、サンギヤ２９とリングギヤ２８のそれぞれと噛み合うピニオンを支持するピニオンキャリヤ２７とを有する。
【００１２】
フォワードクラッチ１は、リングギヤ２８とサンギヤ２９との間を選択的に締結する。リバースブレーキ２は、ピニオンキャリヤ２７をケーシング８に対して選択的に係止する。前進時はリバースブレーキ２を解放し、フォワードクラッチ１を締結することで、プラネタリギヤ３０を一体に回転させ、エンジンENGからの回転をそのままメインシャフト３に伝達する。後退時はフォワードクラッチ１を解放し、リバースブレーキ２を締結することで、サンギヤ２９の回転をリングギヤ２８の回転と逆向きとし、エンジンENGからの回転を逆転してメインシャフト３に伝達する。
【００１３】
変速機入力軸INには、ハイドライブギヤ３３が接続されている。ハイドライブギヤ３３は、トルクコンバータ９と前後進切換機構２６との間に配置され、ケーシング８に取り付けられたステータシャフト８ａの円筒外周に回転可能に支持されている。
【００１４】
メインシャフト３には、プライマリプーリ１９が設けられている。プライマリプーリ１９は、メインシャフト３と一体の固定シーブ２０と、固定シーブ２０と対向する位置において軸方向にスライドする可動シーブ２１とを有する。可動シーブ２１には、ドライブプーリシリンダ２１ａが一体に形成され、メインシャフト３に固定されたドライブプーリピストン３１と摺動接触してシリンダ室３１ａを形成する。そして、シリンダ室３１ａに供給される油圧により可動シーブ２１を軸方向にスライドさせて溝幅を変更する。
【００１５】
カウンターシャフト４には、セカンダリプーリ２３が設けられている。セカンダリプーリ２３は、カウンターシャフト４と一体の固定シーブ２４と、固定シーブ２４と対向する位置において軸方向にスライドする可動シーブ２５とを有する。可動シーブ２５には、ドリブンプーリシリンダ２５ａが一体に形成され、カウンターシャフト４に固定されたドリブンプーリピストン３２と摺動接触してシリンダ室３２ａを形成する。そして、シリンダ室３２ａに供給される油圧により可動シーブ２５を軸方向にスライドさせて溝幅を変更する。
【００１６】
図４はカウンターシャフト４近傍の拡大断面図、図５は直結クラッチ３６の拡大断面図である。カウンターシャフト４上には、セカンダリプーリ２３よりもエンジンENG側において、ハイドライブギヤ３３とハイアイドラギヤ３４を介して常時噛み合うハイドリブンギヤ３５（直結ギヤ）が設けられている。ハイアイドラギヤ３４によりハイドライブギヤ３３の回転方向を変更することで、プーリ及びベルトを介して伝達される回転方向と一致させている。
【００１７】
カウンターシャフト４とハイドリブンギヤ３５との間にはニードルベアリング３５ａが軸方向に２列並んで配置され、カウンターシャフト４に対してハイドリブンギヤ３５が相対回転可能とされている。ニードルベアリング３５ａには軸芯油路から潤滑油が供給されている。これにより、相対回転する箇所に常時潤滑油を供給でき、耐久性や静粛性を確保する。
【００１８】
ハイドリブンギヤ３５の側面には、直結クラッチ３６のクラッチハブ３６ａが溶接により固定されている。クラッチハブ３６ａにはスプライン36a0が形成され、このスプライン36a0に複数のドリブンプレート36a1が軸方向移動可能に取り付けられている。また、スプライン36a0の端部には当接面36a2が形成されている。
【００１９】
また、可動シーブ２５のドリブンプーリシリンダ２５ａ端部には、ピストン面25a1が形成されると共に、直結クラッチ用円筒部３６ｂがスプライン嵌合され、スナップリング３６ｃにより軸方向固定されている。直結クラッチ用円筒部３６ｂの内周にはスプライン36b0が形成され、このスプライン36b0に複数のドライブプレート36b1が軸方向移動可能に取り付けられている。ドライブプレート36b1とドリブンプレート36a1とは軸方向において交互に重なるように配置されている。また、直結クラッチ用円筒部３６ｂの端部には皿ばね36b2が取り付けられ、スナップリング36b3により軸方向の移動が規制されている。
【００２０】
カウンターシャフト４上にはアウトプットギヤ３７が固定されている。また、アイドラ軸５０には、このアウトプットギヤ３７と常時噛み合うアイドラギヤ３９が固定され、アイドラギヤ３９の回転は、アイドラ軸５０に固定されたリダクションギヤ４０を回転駆動する。リダクションギヤ４０にはディファレンシャル機構４１が常時噛み合い、左右駆動輪に回転が伝達される。
【００２１】
上記各回転要素の関係を、エンジン側から見た正面図である図３に基づいてみると、従来のベルト式無段変速機の軸配置関係に、ハイアイドラギヤ３４の構成が追加されたのみであり、他の構成は、基本的に既存の軸上に配置されているため、径方向において構成が大型化することがない。また、軸方向にあっても、ハイドライブギヤ３３の厚み分が追加されているのみである。
【００２２】
また、直結クラッチ３６はカウンターシャフト４側に配置され、かつ、メインシャフト３に設けられた前後進切換機構２６と、軸方向位置において径方向に重なるように配置されている。このスペースは、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５の作動範囲としてもともと空間が設けられていた領域であるため、新たな空間を構成する必要が無い。よって、軸方向に増大することがない。
【００２３】
また、直結クラッチ３６の作動は、可動シーブ２５の作動によって行われる。言い換えると、既存の可動シーブ２５の作動を制御するシリンダ室３２ａに供給する油圧によって直結クラッチ３６を制御でき、新たな油圧回路等を構成する必要がなく、コントロールバルブ側においても新たな電磁弁や油路を設ける必要が無い点で有利である。
【００２４】
（直結クラッチ締結作用）
次に直結クラッチ３６の締結作用について説明する。図５（ａ）はセカンダリプーリ２３の溝幅が狭く低変速比のときの部分断面図、図５（ｂ）はセカンダリプーリ２３の溝幅が広く高変速比のときの部分断面図である。
【００２５】
低変速比のときは、セカンダリプーリ２３の位置が図５（ａ）に示すように左方向にある。このとき、ピストン面25a1と当接面36a2とは大きく離間しており、直結クラッチ３６は解放状態であることから、クラッチハブ３６ａとセカンダリプーリ２３との相対回転を許容する。すなわち、ハイドリブンギヤ３５は、変速機入力軸INの回転数に対して固定変速比で回転しているのに対し、セカンダリプーリ２３は、変速機入力軸INの回転数に対してプーリ比に応じた変速比で回転するため、両者の回転数は異なるからである。
【００２６】
一方、高変速比のときは、セカンダリプーリ２３の位置が図５（ｂ）に示すように右方向にある。このとき、ピストン面25a1と当接面36a2とが近づき、皿ばね36b2を完全に押しつぶして直結クラッチ３６を締結する。尚、皿ばね36b2が押しつぶされるまでの間は、皿ばね36b2の弾性力に応じた締結容量が生じる。
【００２７】
ここで、実施例１のベルト式無段変速機では、ハイドライブギヤ３３，ハイアイドラギヤ３４及びハイドリブンギヤ３５により達成される固定変速比の変速比が、プライマリプーリ１９及びセカンダリプーリ２３により達成される変速比（以下、最高変速比）よりも高変速比とされている。これにより、レシオカバレッジを大きく取ることができる。尚、レーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低減速比／最高減速比であり、変速比で言い換えると、最高変速比／最低変速比で表される。レシオカバレッジが大きいとは、変速可能な範囲を広くとることができることを意味し、燃費向上を図ることができる。
【００２８】
（制御構成について）
次に、上記ハードウェア構成を用いたベルト式無段変速機の制御構成について説明する。図６は実施例１のベルト式無段変速機構における制御構成を表すシステム図である。
【００２９】
CVTコントローラ200には、アクセルペダル開度を検出するAPOセンサ101と、車速を検出する車速センサ102と、シフトレバーの位置を検出するシフトセンサ103と、メインシャフト３の回転数を検出するプライマリセンサ104とからのセンサ信号を入力する。
【００３０】
CVTコントローラ200内には、アクセルペダル開度及び車速に基づいて目標変速比を設定する目標変速比演算部201と、プライマリ回転数と車速に基づいて実変速比を演算する実変速比演算部202と、シフトレバーの位置に基づいてフォワードクラッチ１及びリバースブレーキ２に締結指令を出力する進行方向制御部203と、実変速比に基づいてフォワードクラッチ１の締結状態を制御する切り換え制御部204と、目標変速比に応じたプライマリプーリ溝幅と変速制御弁の位置との関係を変更するためにステップモータに対して駆動指令を出力する変速制御部205とを有する。また、CVTコントローラ200は、走行状態に応じてロックアップクラッチ１６の締結状態を制御する指令を出力する。
【００３１】
尚、アクセルペダル開度や車速に基づいて目標変速比を設定する点や、ステップモータへの制御指令によって変速比を制御する点については周知技術であるため、詳細な説明は省略する。ステップモータではなく、各プーリシリンダ室の圧力を独立に制御するタイプや、ダブルピストンタイプを用いていてもよく、特に限定しない。
【００３２】
図７は実施例１の切り換え制御部204における制御内容を表すフローチャートである。本制御は、シフトレバーの位置がDレンジ位置で、かつ、フォワードクラッチ１が締結状態（以下、オン状態）のときに実行される。以下の説明において、プライマリプーリ１９及びセカンダリプーリ２３によって達成される変速比により駆動力を伝達する経路をベルト式無段変速機構による動力伝達と記載する。同様に、ハイドライブギヤ３３，ハイアイドラギヤ３４及びハイドリブンギヤ３５によって達成される固定変速比により駆動力を伝達する経路をハイギヤによる動力伝達と記載する。
【００３３】
ステップS1では、実変速比が予め設定された所定変速比以上か否かを判断し、所定変速比以上のときはステップS2へ進み、それ以外のときは本制御フローを終了する。ここで、所定変速比とは、ベルト式無段変速機構のプーリによって達成される最高変速比よりも若干小さな変速比であり、直結クラッチ３６の皿ばね36b2が潰れ始める溝幅に相当する値である。
【００３４】
ステップS2では、フォワードクラッチ１の締結容量を所定量低下させるスリップ制御を開始する。スリップ制御は、直結クラッチ３６の締結によるインターロックを回避するためのものである。尚、現在のフォワードクラッチ１への入力トルクを推定し、入力トルクよりも数％低い締結容量としてもよい。
【００３５】
ステップS3では、プライマリ回転数変化率が負から正に変化したか否かを判断し、変化したと判断したときはステップS4へ進み、それ以外のときはステップS2へ戻ってスリップ制御を継続する。
【００３６】
フォワードクラッチ１をスリップ制御すると、メインシャフト３に伝達されるトルクが低下するため、プライマリプーリ１９の回転数は一端低下し始め、これがプライマリ回転数変化率＝負として表れる。このスリップ制御状態で、セカンダリプーリ２３の溝幅が増大し、直結クラッチ３６の締結が開始されると、カウンターシャフト４とハイドリブンギヤ３５との間で動力伝達を開始する（ハイギヤによる動力伝達）。すなわち、エンジン駆動力は、ベルト式無段変速機構ではなく、ハイドライブギヤ３３→ハイアイドラギヤ３４→ハイドリブンギヤ３５の常時噛み合い機構からカウンターシャフト４へ伝達され始める。
【００３７】
ハイギヤ（ドライブ，アイドラ，ドリブン）による変速比は、ベルト式無段変速機構で達成される最高変速比よりも高い。よって、カウンターシャフト４への動力伝達が直結クラッチ３６経由となると、ハイギヤ経由で駆動されたカウンターシャフト４の回転は、セカンダリプーリ２３からベルトを介してプライマリプーリ１９に伝達され、プライマリ回転数を上昇させるため、プライマリ回転数変化率が負から正に変化する。このタイミングをプライマリ回転数に基づいて検知している。
【００３８】
ステップS4では、直結クラッチ３６を介した動力伝達経路が確保されたと判断してフォワードクラッチをOFF（完全解放）する。ここまでのステップで、ベルト式無段変速機構を経由した動力伝達から、ハイギヤを経由した動力伝達への切り換えが行われる。
【００３９】
ステップS5では、目標変速比が最高変速比未満か否かを判断し、最高変速比未満のときはハイギヤ経由からベルト式無段変速機構経由に切り換えられると判断してステップS6へ進み、最高変速比以上のときはハイギヤによる固定変速比によって動力伝達を継続する。
【００４０】
ステップS6では、完全解放されたフォワードクラッチ１に所定の締結容量を与え、スリップ制御を開始する。
【００４１】
ステップS7では、実変速比が所定変速比未満か否かを判断し、所定変速比に到達するまではフォワードクラッチ１のスリップ制御を維持し、所定変速比未満となったときはステップS8に進んでフォワードクラッチ１をON（完全締結）する。ここで、所定変速比とは、直結クラッチ３６の皿ばね36b2が完全に潰れた状態から弾性力を発揮する状態に移行する変速比に相当する。これにより、インターロックを回避しつつスムーズな変速を達成する。
【００４２】
（切り換え制御による作用）
次に、上記フローチャートに基づく作用について説明する。図８はベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる動力伝達に切り換えるときの各回転要素の関係等を表すタイムチャートである。前提条件として、フォワードクラッチ１は完全締結されており、ベルト式無段変速機構により徐々にアップシフト変速がなされているものとする。
【００４３】
時刻ｔ１において、ベルト式無段変速機構による変速比が１を超えて、オーバードライブとなる。その後、時刻ｔ２において、所定変速比に到達すると、フォワードクラッチ１のスリップ制御を開始する。すると、プライマリ回転数は一度低下し始める。このとき、直結クラッチ３６の締結も徐々に開始されるため、セカンダリプーリ２３の回転数であるセカンダリ回転数は、ハイギヤによって動力伝達され、さほど回転数は低下しない。
【００４４】
時刻ｔ３において、直結クラッチ３６の締結容量が増大すると、ハイギヤによる固定変速比はベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高い変速比であることから、エンジンから入力された駆動力は、ハイギヤからセカンダリプーリ２３及びベルトを経由してプライマリプーリ１９に伝達され、プライマリ回転数を上昇させる。
【００４５】
このプライマリ回転数の上昇をトリガとして、フォワードクラッチ１をスリップ制御から完全解放とし、ベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる固定変速での動力伝達へ切り換える。
【００４６】
以上説明したように、実施例１にあっては下記に列挙する作用効果を得ることができる。
(1)エンジンENG（動力源）と、軸方向にスライドして溝幅を変更する一対のプーリ及び両プーリに掛け渡されたベルトを有するベルト式無段変速機構と、エンジンENGと駆動輪との間に配置されフォワードクラッチ１及びリバースブレーキ２の締結・解放により回転方向を切り換える前後進切換機構２６と、エンジンENGと常時噛み合うハイドリブンギヤ３５（直結ギヤ）と、プーリの高変速比側へのスライドにより締結し、ハイドリブンギヤ３５の駆動力をフォワードクラッチ１及びベルトよりも駆動輪側の回転要素であるカウンターシャフト４に伝達する直結クラッチ３６と、を備えた。
【００４７】
プーリのスライドを直結クラッチ３６の締結力として利用することで、締結力を発生させるためのデバイスを追加する必要がなく、油圧回路の増設も必要としない。また、締結要素として直結クラッチ３６のみを追加し、フォワードクラッチ１を解放することで動力伝達経路を切り換えることができ、油圧回路の複雑化を回避し、部品構成の増大に伴うコストアップや重量増を抑制しつつ固定変速比に変更することができる。
【００４８】
(2)実変速比を演算する実変速比演算部202（変速比検出手段）と、フォワードクラッチ１の出力側回転数であるプライマリ回転数を検出するプライマリセンサ104（回転数検出手段）と、直結クラッチ３６が完全締結するときの変速比よりも低変速比側に設定された所定変速比を検知したときは、フォワードクラッチ１の締結容量を低下させてスリップ制御を行い、プライマリ回転数が直結クラッチ３６の締結により変動したときは、フォワードクラッチ１を完全解放する切り換え制御部204（切り換え制御手段）と、を備えた。
【００４９】
すなわち、直結クラッチ３６が締結容量をある程度持ったか否かをプライマリ回転数によって判断するため、インターロックを回避してスムーズな動力伝達の切り換えを実行できる。
【００５０】
(3)直結ギヤ３５による変速比は、ベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高変速比側である。よって、動力伝達の切り換え制御時における回転数のトリガを回転上昇という明確な信号で判断でき、切り換え制御の精度を高めることができる。また、レシオカバレッジが大きくなるため、高速走行時の燃費性能を改善することができる。
【００５１】
(4)ハイドリブンギヤ３５及び直結クラッチ３６は、セカンダリプーリ２３と同軸上に配置されると共に、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５のスライドにより締結することとした。
【００５２】
このスペースは、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５の作動範囲としてもともと空間が設けられていた領域であるため、新たな空間を構成する必要が無い。よって、軸方向に増大することがない。また、直結クラッチ３６の作動は、可動シーブ２５の作動によって行われる。言い換えると、既存の可動シーブ２５の作動を制御するシリンダ室３２ａに供給する油圧によって直結クラッチ３６を制御でき、新たな油圧回路等を構成する必要がなく、コントロールバルブ側においても新たな電磁弁や油路を設ける必要が無い点で有利である。
【００５３】
以上、実施例１について説明したが、上記構成に限られず、他の構成により本願発明の作用効果を達成してもよい。例えば、直結クラッチ３６をカウンターシャフト４と同軸に設けたが、メインシャフト３と同軸に設けても良い。
【００５４】
また、セカンダリプーリ２３のスライドにより直結クラッチ３６の締結を行う構成を示したが、プライマリプーリ１９のスライドにより締結してもよい。
【００５５】
また、直結クラッチ３６は、ハイドリブンギヤ３５とカウンターシャフト４とを係止することとしたが、ハイドライブギヤ３３をエンジンENGと相対回転可能にしておき、ハイドライブギヤ３３をエンジンENGに対して係止することで動力伝達経路を切り換える構成としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００５６】
【図１】実施例１の全体構成を表すスケルトン図である。
【図２】実施例１の全体構成を表す断面図である。
【図３】実施例１の各回転要素の配置関係を表す概略図である。
【図４】実施例１のカウンターシャフト近傍の拡大断面図である。
【図５】実施例１の直結クラッチの拡大断面図である。
【図６】実施例１のベルト式無段変速機構における制御構成を表すシステム図である。
【図７】実施例１の切り換え制御部における制御内容を表すフローチャートである。
【図８】実施例１のベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる動力伝達に切り換えるときの各回転要素の関係等を表すタイムチャートである。
【符号の説明】
【００５７】
１ フォワードクラッチ
２ リバースブレーキ
３ メインシャフト
４ カウンターシャフト
１９ プライマリプーリ
２３ セカンダリプーリ
２５ 可動シーブ
２６ 前後進切換機構
３３ ハイドライブギヤ
３４ ハイアイドラギヤ
３５ ハイドリブンギヤ
３６ 直結クラッチ
３９ アイドラギヤ
４０ リダクションギヤ
104 プライマリセンサ
ENG エンジン
IN 変速機入力軸
【技術分野】
【０００１】
本発明は、プーリの溝幅を変更し、変速比を無段階に変速するベルト式無段変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、ベルト式無段変速機は、高変速比側において、セカンダリプーリに対するベルトの巻きつき径が小さくなり、ベルトの変形に伴う動力損失が増加することが知られている。この課題に対処するため、高変速比側では、ベルトを介することなくギヤの噛み合いによって動力伝達を行う技術が知られている。特許文献１に記載の技術では、通常のベルト式無段変速機の構成に加え、ベルト式無段変速機により変速された動力を伝達するためのＣＶ用クラッチと、ギヤの噛み合いにより変速された動力を伝達するためのギヤ用クラッチとを備え、二つの動力伝達経路を確保している。
【特許文献１】特開平４−２８５３５４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、特許文献１に記載の技術では、ＣＶ用クラッチと、ギヤ用クラッチと、前後進切換機構に備えられた二つの締結要素（前進用クラッチと後退用ブレーキ）の４つの締結要素があり、各締結要素を締結させるための油圧回路が複雑化するという問題があった。また、締結要素が多いため、部品構成が多くなり、コストアップや重量増を招くという問題もある。
【０００４】
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、構成が複雑化することなく二つの動力伝達経路を確保することで燃費を改善可能なベルト式無段変速機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するため、本発明では、ベルト式無段変速機構のプーリの高変速比側へのスライドにより、動力源と常時噛み合う直結ギヤの駆動力を締結要素及びベルトよりも駆動輪側の回転要素に伝達する直結クラッチを設けた。
【発明の効果】
【０００６】
プーリのスライドを直結クラッチの締結力として利用することで、締結力を発生させるためのデバイスを追加する必要がなく、油圧回路の増設も必要としない。また、締結要素として直結クラッチのみを追加し、前後進切換機構の締結要素を解放することで動力伝達経路を切り換えることができ、油圧回路の複雑化を回避し、部品構成の増大に伴うコストアップや重量増を抑制しつつ固定変速比に変更することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明のベルト式無段変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。
【実施例１】
【０００８】
図１は実施例１の全体構成を表すスケルトン図、図２は実施例１の全体構成を表す断面図、図３は各回転要素の配置関係を表す概略図である。エンジンENG（動力源）から出力された駆動力は、エンジンクランク軸１２を介して出力される。エンジンクランク軸１２には、トルクコンバータ９のコンバータハウジング５が接続されている。コンバータハウジング５は、コンバータハウジング５のエンジンENG側を閉塞するドライブプレート１１と、変速機側を閉塞するポンプインペラ９とを有する。
【０００９】
コンバータハウジング５内には、変速機を収装するケーシング８に対しワンウェイクラッチを介して固定されたステータ１４と、タービンランナ１３とを有する。タービンランナ１３は、ダンパ１８ａを介してドリブンプレート１８に接続されている。ドリブンプレート１８は変速機入力軸INに接続されている。
【００１０】
ドリブンプレート１８には軸方向にスライド可能にスプライン嵌合したロックアップピストン１７が設けられている。ロックアップピストン１７及びドライブプレート１１との間には摩擦ライニング１５が設けられ、ロックアップピストン１７の軸方向ストロークによってドライブプレート１１と締結するロックアップクラッチ１６を構成する。
【００１１】
変速機入力軸INから出力される回転は、前後進切換機構２６に入力される。前後進切換機構２６はプラネタリギヤ３０と、フォワードクラッチ１（締結要素）と、リバースブレーキ２とを有する。プラネタリギヤ３０は、メインシャフト３に対して固定されたサンギヤ２９と、変速機入力軸INに対して固定されたリングギヤ２８と、サンギヤ２９とリングギヤ２８のそれぞれと噛み合うピニオンを支持するピニオンキャリヤ２７とを有する。
【００１２】
フォワードクラッチ１は、リングギヤ２８とサンギヤ２９との間を選択的に締結する。リバースブレーキ２は、ピニオンキャリヤ２７をケーシング８に対して選択的に係止する。前進時はリバースブレーキ２を解放し、フォワードクラッチ１を締結することで、プラネタリギヤ３０を一体に回転させ、エンジンENGからの回転をそのままメインシャフト３に伝達する。後退時はフォワードクラッチ１を解放し、リバースブレーキ２を締結することで、サンギヤ２９の回転をリングギヤ２８の回転と逆向きとし、エンジンENGからの回転を逆転してメインシャフト３に伝達する。
【００１３】
変速機入力軸INには、ハイドライブギヤ３３が接続されている。ハイドライブギヤ３３は、トルクコンバータ９と前後進切換機構２６との間に配置され、ケーシング８に取り付けられたステータシャフト８ａの円筒外周に回転可能に支持されている。
【００１４】
メインシャフト３には、プライマリプーリ１９が設けられている。プライマリプーリ１９は、メインシャフト３と一体の固定シーブ２０と、固定シーブ２０と対向する位置において軸方向にスライドする可動シーブ２１とを有する。可動シーブ２１には、ドライブプーリシリンダ２１ａが一体に形成され、メインシャフト３に固定されたドライブプーリピストン３１と摺動接触してシリンダ室３１ａを形成する。そして、シリンダ室３１ａに供給される油圧により可動シーブ２１を軸方向にスライドさせて溝幅を変更する。
【００１５】
カウンターシャフト４には、セカンダリプーリ２３が設けられている。セカンダリプーリ２３は、カウンターシャフト４と一体の固定シーブ２４と、固定シーブ２４と対向する位置において軸方向にスライドする可動シーブ２５とを有する。可動シーブ２５には、ドリブンプーリシリンダ２５ａが一体に形成され、カウンターシャフト４に固定されたドリブンプーリピストン３２と摺動接触してシリンダ室３２ａを形成する。そして、シリンダ室３２ａに供給される油圧により可動シーブ２５を軸方向にスライドさせて溝幅を変更する。
【００１６】
図４はカウンターシャフト４近傍の拡大断面図、図５は直結クラッチ３６の拡大断面図である。カウンターシャフト４上には、セカンダリプーリ２３よりもエンジンENG側において、ハイドライブギヤ３３とハイアイドラギヤ３４を介して常時噛み合うハイドリブンギヤ３５（直結ギヤ）が設けられている。ハイアイドラギヤ３４によりハイドライブギヤ３３の回転方向を変更することで、プーリ及びベルトを介して伝達される回転方向と一致させている。
【００１７】
カウンターシャフト４とハイドリブンギヤ３５との間にはニードルベアリング３５ａが軸方向に２列並んで配置され、カウンターシャフト４に対してハイドリブンギヤ３５が相対回転可能とされている。ニードルベアリング３５ａには軸芯油路から潤滑油が供給されている。これにより、相対回転する箇所に常時潤滑油を供給でき、耐久性や静粛性を確保する。
【００１８】
ハイドリブンギヤ３５の側面には、直結クラッチ３６のクラッチハブ３６ａが溶接により固定されている。クラッチハブ３６ａにはスプライン36a0が形成され、このスプライン36a0に複数のドリブンプレート36a1が軸方向移動可能に取り付けられている。また、スプライン36a0の端部には当接面36a2が形成されている。
【００１９】
また、可動シーブ２５のドリブンプーリシリンダ２５ａ端部には、ピストン面25a1が形成されると共に、直結クラッチ用円筒部３６ｂがスプライン嵌合され、スナップリング３６ｃにより軸方向固定されている。直結クラッチ用円筒部３６ｂの内周にはスプライン36b0が形成され、このスプライン36b0に複数のドライブプレート36b1が軸方向移動可能に取り付けられている。ドライブプレート36b1とドリブンプレート36a1とは軸方向において交互に重なるように配置されている。また、直結クラッチ用円筒部３６ｂの端部には皿ばね36b2が取り付けられ、スナップリング36b3により軸方向の移動が規制されている。
【００２０】
カウンターシャフト４上にはアウトプットギヤ３７が固定されている。また、アイドラ軸５０には、このアウトプットギヤ３７と常時噛み合うアイドラギヤ３９が固定され、アイドラギヤ３９の回転は、アイドラ軸５０に固定されたリダクションギヤ４０を回転駆動する。リダクションギヤ４０にはディファレンシャル機構４１が常時噛み合い、左右駆動輪に回転が伝達される。
【００２１】
上記各回転要素の関係を、エンジン側から見た正面図である図３に基づいてみると、従来のベルト式無段変速機の軸配置関係に、ハイアイドラギヤ３４の構成が追加されたのみであり、他の構成は、基本的に既存の軸上に配置されているため、径方向において構成が大型化することがない。また、軸方向にあっても、ハイドライブギヤ３３の厚み分が追加されているのみである。
【００２２】
また、直結クラッチ３６はカウンターシャフト４側に配置され、かつ、メインシャフト３に設けられた前後進切換機構２６と、軸方向位置において径方向に重なるように配置されている。このスペースは、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５の作動範囲としてもともと空間が設けられていた領域であるため、新たな空間を構成する必要が無い。よって、軸方向に増大することがない。
【００２３】
また、直結クラッチ３６の作動は、可動シーブ２５の作動によって行われる。言い換えると、既存の可動シーブ２５の作動を制御するシリンダ室３２ａに供給する油圧によって直結クラッチ３６を制御でき、新たな油圧回路等を構成する必要がなく、コントロールバルブ側においても新たな電磁弁や油路を設ける必要が無い点で有利である。
【００２４】
（直結クラッチ締結作用）
次に直結クラッチ３６の締結作用について説明する。図５（ａ）はセカンダリプーリ２３の溝幅が狭く低変速比のときの部分断面図、図５（ｂ）はセカンダリプーリ２３の溝幅が広く高変速比のときの部分断面図である。
【００２５】
低変速比のときは、セカンダリプーリ２３の位置が図５（ａ）に示すように左方向にある。このとき、ピストン面25a1と当接面36a2とは大きく離間しており、直結クラッチ３６は解放状態であることから、クラッチハブ３６ａとセカンダリプーリ２３との相対回転を許容する。すなわち、ハイドリブンギヤ３５は、変速機入力軸INの回転数に対して固定変速比で回転しているのに対し、セカンダリプーリ２３は、変速機入力軸INの回転数に対してプーリ比に応じた変速比で回転するため、両者の回転数は異なるからである。
【００２６】
一方、高変速比のときは、セカンダリプーリ２３の位置が図５（ｂ）に示すように右方向にある。このとき、ピストン面25a1と当接面36a2とが近づき、皿ばね36b2を完全に押しつぶして直結クラッチ３６を締結する。尚、皿ばね36b2が押しつぶされるまでの間は、皿ばね36b2の弾性力に応じた締結容量が生じる。
【００２７】
ここで、実施例１のベルト式無段変速機では、ハイドライブギヤ３３，ハイアイドラギヤ３４及びハイドリブンギヤ３５により達成される固定変速比の変速比が、プライマリプーリ１９及びセカンダリプーリ２３により達成される変速比（以下、最高変速比）よりも高変速比とされている。これにより、レシオカバレッジを大きく取ることができる。尚、レーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低減速比／最高減速比であり、変速比で言い換えると、最高変速比／最低変速比で表される。レシオカバレッジが大きいとは、変速可能な範囲を広くとることができることを意味し、燃費向上を図ることができる。
【００２８】
（制御構成について）
次に、上記ハードウェア構成を用いたベルト式無段変速機の制御構成について説明する。図６は実施例１のベルト式無段変速機構における制御構成を表すシステム図である。
【００２９】
CVTコントローラ200には、アクセルペダル開度を検出するAPOセンサ101と、車速を検出する車速センサ102と、シフトレバーの位置を検出するシフトセンサ103と、メインシャフト３の回転数を検出するプライマリセンサ104とからのセンサ信号を入力する。
【００３０】
CVTコントローラ200内には、アクセルペダル開度及び車速に基づいて目標変速比を設定する目標変速比演算部201と、プライマリ回転数と車速に基づいて実変速比を演算する実変速比演算部202と、シフトレバーの位置に基づいてフォワードクラッチ１及びリバースブレーキ２に締結指令を出力する進行方向制御部203と、実変速比に基づいてフォワードクラッチ１の締結状態を制御する切り換え制御部204と、目標変速比に応じたプライマリプーリ溝幅と変速制御弁の位置との関係を変更するためにステップモータに対して駆動指令を出力する変速制御部205とを有する。また、CVTコントローラ200は、走行状態に応じてロックアップクラッチ１６の締結状態を制御する指令を出力する。
【００３１】
尚、アクセルペダル開度や車速に基づいて目標変速比を設定する点や、ステップモータへの制御指令によって変速比を制御する点については周知技術であるため、詳細な説明は省略する。ステップモータではなく、各プーリシリンダ室の圧力を独立に制御するタイプや、ダブルピストンタイプを用いていてもよく、特に限定しない。
【００３２】
図７は実施例１の切り換え制御部204における制御内容を表すフローチャートである。本制御は、シフトレバーの位置がDレンジ位置で、かつ、フォワードクラッチ１が締結状態（以下、オン状態）のときに実行される。以下の説明において、プライマリプーリ１９及びセカンダリプーリ２３によって達成される変速比により駆動力を伝達する経路をベルト式無段変速機構による動力伝達と記載する。同様に、ハイドライブギヤ３３，ハイアイドラギヤ３４及びハイドリブンギヤ３５によって達成される固定変速比により駆動力を伝達する経路をハイギヤによる動力伝達と記載する。
【００３３】
ステップS1では、実変速比が予め設定された所定変速比以上か否かを判断し、所定変速比以上のときはステップS2へ進み、それ以外のときは本制御フローを終了する。ここで、所定変速比とは、ベルト式無段変速機構のプーリによって達成される最高変速比よりも若干小さな変速比であり、直結クラッチ３６の皿ばね36b2が潰れ始める溝幅に相当する値である。
【００３４】
ステップS2では、フォワードクラッチ１の締結容量を所定量低下させるスリップ制御を開始する。スリップ制御は、直結クラッチ３６の締結によるインターロックを回避するためのものである。尚、現在のフォワードクラッチ１への入力トルクを推定し、入力トルクよりも数％低い締結容量としてもよい。
【００３５】
ステップS3では、プライマリ回転数変化率が負から正に変化したか否かを判断し、変化したと判断したときはステップS4へ進み、それ以外のときはステップS2へ戻ってスリップ制御を継続する。
【００３６】
フォワードクラッチ１をスリップ制御すると、メインシャフト３に伝達されるトルクが低下するため、プライマリプーリ１９の回転数は一端低下し始め、これがプライマリ回転数変化率＝負として表れる。このスリップ制御状態で、セカンダリプーリ２３の溝幅が増大し、直結クラッチ３６の締結が開始されると、カウンターシャフト４とハイドリブンギヤ３５との間で動力伝達を開始する（ハイギヤによる動力伝達）。すなわち、エンジン駆動力は、ベルト式無段変速機構ではなく、ハイドライブギヤ３３→ハイアイドラギヤ３４→ハイドリブンギヤ３５の常時噛み合い機構からカウンターシャフト４へ伝達され始める。
【００３７】
ハイギヤ（ドライブ，アイドラ，ドリブン）による変速比は、ベルト式無段変速機構で達成される最高変速比よりも高い。よって、カウンターシャフト４への動力伝達が直結クラッチ３６経由となると、ハイギヤ経由で駆動されたカウンターシャフト４の回転は、セカンダリプーリ２３からベルトを介してプライマリプーリ１９に伝達され、プライマリ回転数を上昇させるため、プライマリ回転数変化率が負から正に変化する。このタイミングをプライマリ回転数に基づいて検知している。
【００３８】
ステップS4では、直結クラッチ３６を介した動力伝達経路が確保されたと判断してフォワードクラッチをOFF（完全解放）する。ここまでのステップで、ベルト式無段変速機構を経由した動力伝達から、ハイギヤを経由した動力伝達への切り換えが行われる。
【００３９】
ステップS5では、目標変速比が最高変速比未満か否かを判断し、最高変速比未満のときはハイギヤ経由からベルト式無段変速機構経由に切り換えられると判断してステップS6へ進み、最高変速比以上のときはハイギヤによる固定変速比によって動力伝達を継続する。
【００４０】
ステップS6では、完全解放されたフォワードクラッチ１に所定の締結容量を与え、スリップ制御を開始する。
【００４１】
ステップS7では、実変速比が所定変速比未満か否かを判断し、所定変速比に到達するまではフォワードクラッチ１のスリップ制御を維持し、所定変速比未満となったときはステップS8に進んでフォワードクラッチ１をON（完全締結）する。ここで、所定変速比とは、直結クラッチ３６の皿ばね36b2が完全に潰れた状態から弾性力を発揮する状態に移行する変速比に相当する。これにより、インターロックを回避しつつスムーズな変速を達成する。
【００４２】
（切り換え制御による作用）
次に、上記フローチャートに基づく作用について説明する。図８はベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる動力伝達に切り換えるときの各回転要素の関係等を表すタイムチャートである。前提条件として、フォワードクラッチ１は完全締結されており、ベルト式無段変速機構により徐々にアップシフト変速がなされているものとする。
【００４３】
時刻ｔ１において、ベルト式無段変速機構による変速比が１を超えて、オーバードライブとなる。その後、時刻ｔ２において、所定変速比に到達すると、フォワードクラッチ１のスリップ制御を開始する。すると、プライマリ回転数は一度低下し始める。このとき、直結クラッチ３６の締結も徐々に開始されるため、セカンダリプーリ２３の回転数であるセカンダリ回転数は、ハイギヤによって動力伝達され、さほど回転数は低下しない。
【００４４】
時刻ｔ３において、直結クラッチ３６の締結容量が増大すると、ハイギヤによる固定変速比はベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高い変速比であることから、エンジンから入力された駆動力は、ハイギヤからセカンダリプーリ２３及びベルトを経由してプライマリプーリ１９に伝達され、プライマリ回転数を上昇させる。
【００４５】
このプライマリ回転数の上昇をトリガとして、フォワードクラッチ１をスリップ制御から完全解放とし、ベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる固定変速での動力伝達へ切り換える。
【００４６】
以上説明したように、実施例１にあっては下記に列挙する作用効果を得ることができる。
(1)エンジンENG（動力源）と、軸方向にスライドして溝幅を変更する一対のプーリ及び両プーリに掛け渡されたベルトを有するベルト式無段変速機構と、エンジンENGと駆動輪との間に配置されフォワードクラッチ１及びリバースブレーキ２の締結・解放により回転方向を切り換える前後進切換機構２６と、エンジンENGと常時噛み合うハイドリブンギヤ３５（直結ギヤ）と、プーリの高変速比側へのスライドにより締結し、ハイドリブンギヤ３５の駆動力をフォワードクラッチ１及びベルトよりも駆動輪側の回転要素であるカウンターシャフト４に伝達する直結クラッチ３６と、を備えた。
【００４７】
プーリのスライドを直結クラッチ３６の締結力として利用することで、締結力を発生させるためのデバイスを追加する必要がなく、油圧回路の増設も必要としない。また、締結要素として直結クラッチ３６のみを追加し、フォワードクラッチ１を解放することで動力伝達経路を切り換えることができ、油圧回路の複雑化を回避し、部品構成の増大に伴うコストアップや重量増を抑制しつつ固定変速比に変更することができる。
【００４８】
(2)実変速比を演算する実変速比演算部202（変速比検出手段）と、フォワードクラッチ１の出力側回転数であるプライマリ回転数を検出するプライマリセンサ104（回転数検出手段）と、直結クラッチ３６が完全締結するときの変速比よりも低変速比側に設定された所定変速比を検知したときは、フォワードクラッチ１の締結容量を低下させてスリップ制御を行い、プライマリ回転数が直結クラッチ３６の締結により変動したときは、フォワードクラッチ１を完全解放する切り換え制御部204（切り換え制御手段）と、を備えた。
【００４９】
すなわち、直結クラッチ３６が締結容量をある程度持ったか否かをプライマリ回転数によって判断するため、インターロックを回避してスムーズな動力伝達の切り換えを実行できる。
【００５０】
(3)直結ギヤ３５による変速比は、ベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高変速比側である。よって、動力伝達の切り換え制御時における回転数のトリガを回転上昇という明確な信号で判断でき、切り換え制御の精度を高めることができる。また、レシオカバレッジが大きくなるため、高速走行時の燃費性能を改善することができる。
【００５１】
(4)ハイドリブンギヤ３５及び直結クラッチ３６は、セカンダリプーリ２３と同軸上に配置されると共に、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５のスライドにより締結することとした。
【００５２】
このスペースは、セカンダリプーリ２３の可動シーブ２５の作動範囲としてもともと空間が設けられていた領域であるため、新たな空間を構成する必要が無い。よって、軸方向に増大することがない。また、直結クラッチ３６の作動は、可動シーブ２５の作動によって行われる。言い換えると、既存の可動シーブ２５の作動を制御するシリンダ室３２ａに供給する油圧によって直結クラッチ３６を制御でき、新たな油圧回路等を構成する必要がなく、コントロールバルブ側においても新たな電磁弁や油路を設ける必要が無い点で有利である。
【００５３】
以上、実施例１について説明したが、上記構成に限られず、他の構成により本願発明の作用効果を達成してもよい。例えば、直結クラッチ３６をカウンターシャフト４と同軸に設けたが、メインシャフト３と同軸に設けても良い。
【００５４】
また、セカンダリプーリ２３のスライドにより直結クラッチ３６の締結を行う構成を示したが、プライマリプーリ１９のスライドにより締結してもよい。
【００５５】
また、直結クラッチ３６は、ハイドリブンギヤ３５とカウンターシャフト４とを係止することとしたが、ハイドライブギヤ３３をエンジンENGと相対回転可能にしておき、ハイドライブギヤ３３をエンジンENGに対して係止することで動力伝達経路を切り換える構成としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００５６】
【図１】実施例１の全体構成を表すスケルトン図である。
【図２】実施例１の全体構成を表す断面図である。
【図３】実施例１の各回転要素の配置関係を表す概略図である。
【図４】実施例１のカウンターシャフト近傍の拡大断面図である。
【図５】実施例１の直結クラッチの拡大断面図である。
【図６】実施例１のベルト式無段変速機構における制御構成を表すシステム図である。
【図７】実施例１の切り換え制御部における制御内容を表すフローチャートである。
【図８】実施例１のベルト式無段変速機構による動力伝達からハイギヤによる動力伝達に切り換えるときの各回転要素の関係等を表すタイムチャートである。
【符号の説明】
【００５７】
１ フォワードクラッチ
２ リバースブレーキ
３ メインシャフト
４ カウンターシャフト
１９ プライマリプーリ
２３ セカンダリプーリ
２５ 可動シーブ
２６ 前後進切換機構
３３ ハイドライブギヤ
３４ ハイアイドラギヤ
３５ ハイドリブンギヤ
３６ 直結クラッチ
３９ アイドラギヤ
４０ リダクションギヤ
104 プライマリセンサ
ENG エンジン
IN 変速機入力軸
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源と、
軸方向にスライドして溝幅を変更する一対のプーリ及び両プーリに掛け渡されたベルトを有するベルト式無段変速機構と、
前記動力源と駆動輪との間に配置され締結要素の締結・解放により回転方向を切り換える前後進切換機構と、
動力源と常時噛み合う直結ギヤと、
前記プーリの高変速比側へのスライドにより締結し、前記直結ギヤの駆動力を前記締結要素及び前記ベルトよりも駆動輪側の回転要素に伝達する直結クラッチと、
を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項２】
請求項１に記載のベルト式無段変速機において、
変速比を検出する変速比検出手段と、
前記締結要素の出力側回転数を検出する回転数検出手段と、
前記直結クラッチが完全締結するときの変速比よりも低変速比側に設定された所定変速比を検知したときは、前記締結要素の締結容量を低下させてスリップ制御を行い、前記締結要素の出力側回転数が前記直結クラッチの締結により変動したときは、前記締結要素を完全解放する切り換え制御手段と、
を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項３】
請求項１または２に記載のベルト式無段変速機において、
前記直結ギヤによる変速比は、前記ベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高変速比側であることを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項４】
請求項１ないし３いずれか１つに記載のベルト式無段変速機において、
前記一対のプーリは、駆動側であるプライマリプーリと、従動側であるセカンダリプーリであり、
前記直結ギヤ及び前記直結クラッチは、前記セカンダリプーリと同軸上に配置されると共に、前記セカンダリプーリのスライドにより締結することを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項１】
動力源と、
軸方向にスライドして溝幅を変更する一対のプーリ及び両プーリに掛け渡されたベルトを有するベルト式無段変速機構と、
前記動力源と駆動輪との間に配置され締結要素の締結・解放により回転方向を切り換える前後進切換機構と、
動力源と常時噛み合う直結ギヤと、
前記プーリの高変速比側へのスライドにより締結し、前記直結ギヤの駆動力を前記締結要素及び前記ベルトよりも駆動輪側の回転要素に伝達する直結クラッチと、
を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項２】
請求項１に記載のベルト式無段変速機において、
変速比を検出する変速比検出手段と、
前記締結要素の出力側回転数を検出する回転数検出手段と、
前記直結クラッチが完全締結するときの変速比よりも低変速比側に設定された所定変速比を検知したときは、前記締結要素の締結容量を低下させてスリップ制御を行い、前記締結要素の出力側回転数が前記直結クラッチの締結により変動したときは、前記締結要素を完全解放する切り換え制御手段と、
を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項３】
請求項１または２に記載のベルト式無段変速機において、
前記直結ギヤによる変速比は、前記ベルト式無段変速機構の最高変速比よりも高変速比側であることを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項４】
請求項１ないし３いずれか１つに記載のベルト式無段変速機において、
前記一対のプーリは、駆動側であるプライマリプーリと、従動側であるセカンダリプーリであり、
前記直結ギヤ及び前記直結クラッチは、前記セカンダリプーリと同軸上に配置されると共に、前記セカンダリプーリのスライドにより締結することを特徴とするベルト式無段変速機。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【公開番号】特開２０１０−５３９３９（Ｐ２０１０−５３９３９Ａ）
【公開日】平成２２年３月１１日（２０１０．３．１１）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００８−２１８８８８（Ｐ２００８−２１８８８８）
【出願日】平成２０年８月２８日（２００８．８．２８）
【出願人】（０００００３９９７）日産自動車株式会社 (16,386)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２２年３月１１日（２０１０．３．１１）
【国際特許分類】
【出願日】平成２０年８月２８日（２００８．８．２８）
【出願人】（０００００３９９７）日産自動車株式会社 (16,386)
【Ｆターム（参考）】
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